机械设计设计计算书.xls

目录 1键的强度计算 2销的强度计算 3焊缝及键连接受力计算比较 4链条计算 5链轮计算 6弹簧计算 7螺纹计算 8万向联轴器计算 9齿式联轴器计算 10减速机公称功率 11过盈计算 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 序序号号代代号号定定义义公公式式/ /出出处处结结果果单单位位 一一已已知知 1t转矩135nm 2l键的长度50mm 3b键的宽度20mm 4l键的工作长度l=l-b30mm 5d轴的直径70mm 6h键的高度12mm 7k键与轮毂的接触高度k=h/26mm 8ppp键连接的许用挤压压强机械表5-3-1740mpa 9p键连接的许用剪切应力机械表5-3-1790mpa 二二计计算算 10p工作面的挤压p=2t/dkl21.42857143mpa 11键的剪切应力=2t/dbl6.428571429mpa 三三结结论论 12pppp满足要求 13p满足要求 序序号号代代号号定定义义公公式式/ /出出处处结结果果单单位位 圆圆柱柱销销（平平面面）机械表5-3-2（第一种） 一一已已知知 1f横向力5000n 2d销的直径5mm 3z销的数量5个 二二计计算算 4剪切力=4f/d2z50.92958179mpa 5p许用剪切力 根据销的材料查表对于销的 常用材料可取 p=80mpa 三三结结论论 p满足要求 圆圆柱柱销销（圆圆周周）机械表5-3-2（第二种） 一一已已知知 1t转矩5000nmm 2d轴的直径100mm 3d销的直径5mm 4l销的长度50mm 二二计计算算 4p挤压力p=4t/ddl0.8mpa 5pp许用挤压力机械表5-3-17mpa 4剪切力=2t/ddl0.4mpa 5p许用剪切力 根据销的材料查表对于销的 常用材料可取 p=80mpa 三三结结论论 ppp满足要求 p满足要求 焊缝及键连接受力计算比较 参考书目:机械手册、机械手册 序号代号定义备注结果单位 一一焊焊缝缝计计算算(已已知知条条件件) 1m扭矩1650nm 2r轴径100mm 3k焊缝高度15mm 4aa=0.7k10.5mm 计计算算受受力力 1剪切力(双面焊缝)=2*m*(r+a)/2(r+a)4-r4)1.18223mpa p167mpa p,强度满足要求 二二键键计计算算(已已知知条条件件) 1t扭矩1650nm 2d轴径100mm 3b键宽28mm 4l键长70mm 计计算算受受力力 1剪切力=2*t/dbl16.8367mpa p60mpa p,强度满足要求 三结结论论 轴头采用焊缝联结和键联结均能满足要求,但根据计算数据,通过比较,焊缝联结更为可靠. 序序号号代代号号定定义义公公式式/ /出出处处结结果果单单位位 一一已已知知 1n1链轮1转速213r/min 2n2链轮2转速213r/min 3i传动比i=n1/n21 4z1链轮1齿数25 5z2链轮2齿数z2=i*z125 6p传递功率3kw 7ka共况系数机械表13-2-31.4 8pd设计功率pd=ka*p4.2kw 9kz链轮齿数系数机械表13-2-41.51 10kp排数系数机械表13-2-51 二二计计算算 11po单排链功率po=pd/（kz*kp）2.781456954kw 12p链条节距机械图13-2-219.05mm 13dkmax链轮轴孔最大许用直径机械表13-2-688mm 因不满足结构需要，增大节距和 齿数，p=25.4，z1=z2=29， dkmax=120mm 14z1链轮1齿数25 15z2链轮2齿数z2=i*z125 16p链条节距机械图13-2-225.4mm 17dkdkdkmax=12090 18a0初定中心距a0min=0.2z1（i+1）p254mm 有张紧装置，a0max 80p2032mm 19选a01100mm 20a0p以节距计的初定中心距a0p=a0/p43.30708661mm 21k机械表13-2-70 22lp链条节数lp=（z1+z2）/2+2a0p+k/a0p111.6141732节 23110 24l链条长度l=lp*p/10002.794m 25ka机械表13-2-80.25 26ac计算中心距ac=p（2lp-z1-z2）*ka1079.5mm 27a0.002*ac2.159 28a实际中心距a=ac-a1077.341mm 291000 30v链条速度v=z1n1p/60*10000.010583333m/s 31ft有效圆周力ft=1000p/v396850.3937n 序序号号代代号号定定义义公公式式/ /出出处处结结果果单单位位 一一已已知知 1z链轮齿数29 2d1滚子外径机械表13-2-115.88 3p链条节距25.4mm 4pt链条排距机械表13-2-131.88mm 二二计计算算 5d分度圆直径d=p/sin（180/z）234.9262911mm 6da齿顶圆直径da=p（0.54+cot180/z）247.2651432mm 7df齿根圆直径df=d-d1219.0462911mm 8ha分度圆弦齿高ha=0.27p6.858mm 9h2内链板高度机械表13-2-121.08mm 10dg齿侧凸缘直径dgpcot180/z-1.04h2-0.76210.8659432mm 11k机械表13-2-159.5 12dk90 13h轮毂厚度h=k+dk/6+0.01d26.84926291mm 14l轮毂长度lmin=2.6h69.80808357mm 15dh轮毂直径dh=dk+2h189.5mm 16dhmaxdg200 17b1内节内宽机械表13-2-117.02mm 18bf齿宽bf=0.95b116.169mm 19mr量柱测量距mr=dcos90/z+drmin（dr=d1）250.4617515 20br量柱直径15.88mm 序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位 一一已已知知 1p1最小工作载荷0n 2pn最大工作载荷3122n 3h工作行程25mm 4d弹簧中径32mm 5弹簧类别（寿命）103106，类载荷次 6弹簧结构端部并紧，磨平，支撑圈为1圈 7弹簧材料碳素弹簧钢丝c级 8g切变模量79000mpa 9e弹性模量206000mpa 二二计计算算 10b抗拉极限强度查表11-2-3初选（钢丝8）1370mpa 11p许用应力0.5b685mpa 12c初选旋绕比8/*kc3=pd2/pn224.6764894 13k初选曲度系数查表11-2-20 14c“旋绕比4 15k“曲度系数1.404 16d钢丝直径d=d/c8mm 选取8mm 17c实际旋绕比c=d/d4 18k实际曲度系数 k=（4c-1）/（4c-4）+0.615/c 或查表11-2-20 1.40375 19p初算弹簧刚度p=(pn-p1)/h124.88n/mm 20f1最小载荷下变形量f1=p1 / p0mm 21fn最大载荷下变形量fn=pn / p25mm 22fb压并时变形量fb=fn / 0.6538.46153846mm 23pb压并载荷pb=pn / 0.654803.076923mm 24n有效圈数n=gd4fn / 8pnd39.88448911 选取10 25n1总圈数查表11-2-14 n1=n+212 26hb压并高度hb=(n+1.5)d92mm 27ho自由高度ho=hb+fb130.4615385mm 选取130mm 28t节距t=(ho-1.5d) / n11.8mm 29螺旋角=arc(t / *d)6.694561369 30l展开长度l= *dn1/cos1316.178447mm 三三结结论论( (验验算算) ) 稳稳定定性性 31b高径比b=ho/d4.0625 两端固定 b5.3满足要求 强强度度 32max最大切应力max=8kdpn/ d3697.4977318mpa s屈服极限静载荷，80钢930mpa 33s疲劳安全系数s=p / max1.333337669 34sp1.31.7 35ssp,强度满足要求满足要求 序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位 一一已已知知 1d螺栓直径240mm 2na安全系数手册5-1-531.2 3ko预紧系数手册5-1-544 4kc相对刚度系数手册5-1-550.2 5s材料的屈服极限930mpa 6f止推力3500000n 7g锁紧装置重量0kg 8m摩擦系数0.15 二二计计算算 9p最大轴向载荷p=m*9.8g+f3500000 10p总拉力p=(ko+kc)p14700000 11aa危险截面面积aa=d2/445216mm2 12t最大轴向载荷t=1.3p/aa422.6380042mpa 13tp许用拉应力tp=s/n775mpa 三三结结论论( (验验算算) ) ttp满足要求 序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位 一一已已知知 1p传动功率5.5kw 2n转速73r/min 3t理论转矩t=9550*p/n0.719520548knm 4k工况系数机械手册6-89页表6-2-225 二二计计算算 5tc计算转矩tc=tk3.59760274knm 617.88 7212 8tantan=（tan21tan22）1/20.253646267 914.23270071 10选用swc 180 bh1 1420 tn公称转矩12.5knm tf疲劳转矩6.3knm 三三结结论论( (验验算算) ) tntc tftc满足要求 序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位 一一已已知知 1t理论转矩2387.5nm 2pw驱动功率300kw 3n工作转速1200r/min 4kw动力机系数机械6-54页1 5k工况系数机械6-54页表6-2-22 6kt温度系数机械6-54页1 7kz启动系数机械6-56页表6-2-31 8参考外方图纸选取制动盘直径710mm 9tn公称转矩wgp714000nm 二二计计算算 10tc联轴器计算转矩tc=tkwkkzkt852000nm 三三结结论论( (验验算算) ) tctn满足要求 序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位 一一已已知知 1ka工况系数1.5 2ks安全系数1.5 3p输入功率300kw 5n输入转速1200r/min 6n输出转速41r/min 二二计计算算 4p2m计算功率p2m=pkaks675kw 7i减速比i=n/n29.26829268 8p1公称输入功率p2mp1 三三结结论论( (验验算算) ) 9查表得zsy500840nm 序序号号代代号号定定义义公公式式/出出处处结结果果单单位位 一一已已知知 1da包容件外径295mm 2df结合直径100mm 3di被包容件内径0mm 4lf结合长度50mm 5摩擦因数机械手册表5-4-4(钢-钢)0.14 6ea包容件弹性模量200000mpa 7ei被包容件弹性模量200000mpa 8a包容件泊松比0.3 9i被包容件泊松比0.3 10sa包容件屈服强度295mpa 11si被包容件屈服强度275mpa 12n功率11kw 13k过载电机过载系数2.5 14n转速159.16r/min 二二计计算算 1t传递扭矩t=9550k过载n/n1650.069113nm 2pfmin传递载荷所需最小压强pfmin=2t/df2lf15.00666604mpa 3qa包容件直径比qa=df/da0.338983051 4qi被包容件直径比qi=di/df0 5ca系数机械手册表5-4-51.579 6ci系数机械手册表5-4-50.7 7eamin 传递载荷所需的最小变化量(包 容件) eamin=pfmin*df*ca/ea0.011847763mm 8eimin 传递载荷所需的最小变化量(被 包容件) eimin=pfmin*df*ci/ei0.005252333mm 9emin 传递载荷所需的最小有效过盈 量 emin=eamin+eimin0.017100096mm 12min考虑压平后的最小过盈量min=emin0.017100096mm 13a机械手册图5-4-80.52 14c机械手册图5-4-80.5 15pfamax 不产生塑性变形所允许的最大 压强 包容件:pfamax=a*sa153.4mpa 16pfimax 不产生塑性变形所允许的最大 压强 被包容件:pfimax=c*si137.5mpa 17pfmax 被联结件:取pfamax和pfimax较小的 值 137.5mpa 18ft 不产生塑性变形所允许的最大 传递力 ft=pfmaxdflf302378.2929n 19eamax 不产生塑性变形允许的最大直 径变化量(包容件) eamax=pfmaxdfca/ea0.10855625mm 20eimax 不产生塑性变形允许的最大直 径变化量(被包容件) eimax=pfmaxdfci/ei0.048125mm 21emax 被联结件不产生塑性变形允许 的最大有效过盈量 emax=eamax+eimax0.15668125mm 22min选择配合的要求minemin 23max选择配合的要求maxe